液壓課程設計

1、液壓與氣壓傳動課程設計班級：專業(yè)： 機械設計制造及其 自 動化學號：姓名：聯(lián)系方式： 成績 一.題目及其要求1 .某工廠設計一臺鉆鏈專用機床，要求孔的加工精度為TI6級。要求該液壓 系統(tǒng)要完成的工作循環(huán)是：工作定位、夾緊一動力頭快進一工進一終點停留一動 力頭快退一工件松開、拔銷。該機床運動部件的重量為30000N快進、快退速度為6m/min,工進的速度為20-120mm/min可無級調(diào)速，工作臺的最大行程為 400mm其中工進白總行程為150mm工進時的最大軸向切削力為 20000N工作 臺的導軌采用平軌支撐方式；夾緊缸和拔銷缸的行程都為25mm夾緊力為12000-80000N之間可調(diào)，夾緊時

2、間不大于 1秒鐘。2 .設計要求1）完成該液壓系統(tǒng)的工況分析、系統(tǒng)計算并最終完成該液壓系統(tǒng)工作原理 圖的設計工作；2）根據(jù)已經(jīng)完成的液壓系統(tǒng)工作原理圖選擇標準液壓元件；3）對上述液壓系統(tǒng)中的進給缸進行結(jié)構(gòu)設計，完成該液壓缸的相關計算和部件裝配圖設計，并對其中的1-2非標零件進行零件圖的設計；4）對上述液壓系統(tǒng)中的夾緊缸進行結(jié)構(gòu)設計,完成該液壓缸的相關計算和部件裝配圖設計，其中的1-2非標零件進行零件圖設計。5）對上述液壓系統(tǒng)中的液壓缸進行結(jié)構(gòu)設計，完成該液壓缸中的油箱部件和電機液壓泵組件的相關計算和裝配設計，并對其中的1-2個非標零件進行零件圖的設計。二、系統(tǒng)工況分析與方案選擇1.工況分析根據(jù)

3、已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖1-1所示。計算各階段的 外負載，如下：液壓缸所受外負載F包括三中類型，即F = Ro + Ff 十 Fa （1-1 ）式中Rc一工作負載，對于金屬鉆鏈專用機床，即為工進時的最大軸向切削力，為20000NFa 一運動部件速度變化時的慣性負載；R一導軌摩擦阻力負載。啟動時為靜摩擦阻力，啟動后未動摩擦阻力， 對于平導軌Ff可由下式求得Ff = f (G+ FRn);G-運動部件重力；島一垂直于導軌的工作負載，本設計中為零；F一導軌摩擦系數(shù)，在本設計中取靜摩擦系數(shù)為0.2,動摩擦系數(shù)為0.1 則求得Ffs = 0. 230000NFfa = 0. 130000

4、N上式中Ffs為靜摩擦阻力，=60000N (1-2)=30000NFfa為動摩擦阻力G 二Fa 二一g t:tt = 0.01 - 0.5s ,取 & = 0. 1s。式中g(shù)一重力加速度;Av - At時間內(nèi)的速度變化量。30000在本設計中6N = 3061N1-1 ),并畫出如9. 80. 160根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負載(見表圖1-2所示的負載循環(huán)圖圖1-2負載循環(huán)圖圖1-1速度循環(huán)圖表1-1工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)外負裁F(N)工作循環(huán)外負裁F (N啟動、加 速F = Fs + F8061N工進F =Ffa+ F23000N快進F = Ffa3000N

5、快退F =Ffa3000N2.擬定液壓系統(tǒng)原理圖(1)確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較 小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或者變量 泵供油。本設計采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。(2)夾緊回路的選擇采用二維四通電磁閥來控制夾緊、 松開換向動作時，為了避免工作時突然失 電而松開，應采用失電夾緊方式。為了實現(xiàn)加緊時間可調(diào)節(jié)和當進油路壓力瞬時 下降時仍然能保持夾緊力，接入節(jié)流閥調(diào)速和單向閥保壓。為了實現(xiàn)火緊力的大 小可調(diào)和保持夾緊力的穩(wěn)定，在該回路中裝有減壓閥。(3)定位液壓缸與夾緊缸動作次序回路的選擇定位液壓缸和夾緊缸之間

6、的動作次序采用單向順序閥來完成， 并采用壓力繼 電器發(fā)信號啟動工作臺液壓缸工作，以簡化電氣發(fā)信與控制系統(tǒng)，提高系統(tǒng)的可 靠性。(4)調(diào)速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調(diào)速 閥。根據(jù)鉆鏈類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定技術(shù)要求的 特點，采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率 高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負切削力 的能力。(5)速度換接方式的選擇本設計采用電磁閥的快慢速度換接回路，它的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)行程方 便，閥的安裝也容易。最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組成圖1-3所

7、示的液壓系統(tǒng)原理圖13 3圖1-3液壓系統(tǒng)原理圖三.液壓元件的計算與產(chǎn)品選擇1 .液壓缸的主要尺寸的確定(1)工作壓力Pi的確定。工作壓力Pi可根據(jù)負載大小及其機器的類型來初 步確定，參閱表2-1取液壓缸工作壓力為4MPa(2)計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F為23000N,按表2-2可取P2為0.5 MP , %m為0.95,按表2-3 ,取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式4F： Pi cm 1 -P2Pi1 .(2-3)4230002可得D:m 10. 56 10-m3. 14 x 40 x 105 x 0 . 95 x j1 _ _5 1 _ (0. 7 j 根據(jù)表2

8、-4,將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑 D = 125mm活塞桿直徑d,、d按一 =0. 7及表2-5 ,活塞桿直徑系列取d=90mm D按工作要求夾緊力由一個夾緊缸提供， 考慮到夾緊力的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應低于進給液壓缸的工作壓力，取油背壓力為3. 0Ma,回油背壓力為零，m為0.95 ,按式（2-3）可得c4120002Dm = 8. 02 10 m3 . 14 30 1050. 95按表2-4及表2-5液壓缸和活塞桿的尺寸系列，取夾緊液壓缸的D和d分別 為 100mmi 70mm本設計中調(diào)速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應選取液 壓缸的實際面積，即A = D2 -d2

9、= 102 - 72 cm2 = 40cm24 4由式(2-4)得最小有效面積Aqmin0.05 1032 c 2所訪=cm = 25cm :,-min2因為滿足A > Amin ,故液壓缸能達到所需低速。(3)計算在各工作階段液壓缸所需的流量q快進二. 2 .d v快進4-X (7 M 10/)2 x 6m3 / min = 23. 04L / min 4q工進2D v工進4230. 120. 12m3 / min = 0. 94L / min4q快退=£ (D2 d2 勺快退=x(0. 12 _ 0. 072 )x 6m3 / min = 24L / min 44q夾=&#

10、177; D2鍵=1x 0. 0632 x 25 x 10 m 25 M 10 x 60m3 / min = 4. 67L / min 442.確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格(1)泵的工作壓力的確定?？紤]到正常的工作中進油路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為R = P1% 邛式中Pp一液壓泵最大工作壓力；P1 執(zhí)行元件最大工作壓力£ Ap一進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.2-0.5MPa,復雜系統(tǒng)取0.5-1.5MPa,本設計取0.5MP3R = P1 + £ Ap = (4 + 0. 5)Ma = 4. 5Mia上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮

11、到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出 現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽 命，因此選泵的額定壓力R應滿足R之(1.25-1.6) Pp0中低壓系統(tǒng)取最小值， 高壓系統(tǒng)取最大值。在本設計中 Pn = 1.25, Pp = 5. 63Mia(2)泵的流量確定液壓泵的最大流量應為qp 二 kl '、. q max式中qp一液壓泵的最大流量q ma一同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。kl系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取kl=1.1-1.3 ,本設計kl =1.2.qp 一 kl " q max = 1.2 24L / min = 28. 8L / min(3)

12、選擇液壓泵的規(guī)格。根據(jù)以上算的Pp和qp,查找相關手冊，選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉(zhuǎn)排量qo = 25ML/ r ,泵的額定壓力R = 6. 3Mia ,電動機 的轉(zhuǎn)速nH = 1450r / min ,容積效率為。刈v = 0. 85,總效率n = 0. 7。(4)與液壓泵匹配的電動機的選定首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，去量著較大值作為選擇電 動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減少， 泵的效率急劇下降，一般當 流量在0.2-1L/min范圍內(nèi)時，可取 ”=0.03-0.14。同時還應注意到，為了 使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點

13、時不致停轉(zhuǎn)，需要進行驗算，即Pbqp E 2Pl (1-6)式中R一所選電動機額定功率；PB 一限壓式變量泵的限壓力；qp一壓力為PB時，泵的輸出流量。首先計算快進的功率，快進的外負載為3000N,進油路的壓力損失定為0.3MPa,由式(1-4)可得( )3000_6Pp = x 10-6 + 0. 3 MPi = 1. 104MPiH2x 0. 072<4)快進時所需電動機功率為4 50 942P = 4042 KW = 0. 102KW600. 7查閱相關電動機類型標準，選用 Y90L-4型電動機，具額定功率為1.5KW 額定轉(zhuǎn)速為1400r/min 。根據(jù)產(chǎn)品樣本可查得YBX-25

14、的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時流量為23.04L/min ,工進時的流量為0.942L/min ,壓力為3MPa作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，查得該曲線拐點處的流量為23L/min ,壓力為2MPa該 工作點處對應的功率為2. 6 24P = KW= 1. 1KW600. 7所選電動機滿足式（1-6）,拐點處能正常工作3.液壓閥的選擇本液壓系統(tǒng)選定的液壓元件如下表1-2所示表1-2液壓元件明細表廳P元件名稱力殺通過流里（L/min ）1濾油器XU-B32*10028.82壓力表開關KF3-EA10B3溢流閥JF3-10B84三位四通換向閥E10B24245二位四通換向閥24EF3

15、-E10B7.56保壓閥DP-63B247單向節(jié)流閥LA-F10D-B-19.48壓力繼電器DP-63B7.59三位四通換向閥AF3-EA10B7.510單向調(diào)速閥24EF3-E10B7.511二位三通換向閥AXF3-E10B7.512液壓泵YBX-2528.87.51.確定管道尺寸油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定。 綜合諸元素，現(xiàn)取 有關的內(nèi)徑d為12mm參照YBX-25變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑 d為 28mm2.液壓油箱容積的確定本設計為中低液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的 5-7倍來確定，選 取用容量為160L的郵箱。四.主要部件的結(jié)構(gòu)特點分析與強度校核計

16、算1 .液壓缸工作壓力的確定液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備， 由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。設計時，可用類比法來確定。 在本系統(tǒng)設計中，由于該系統(tǒng)屬于組合機床液壓系統(tǒng)，故液壓缸工作壓力通常為 4MPa2 .液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定由公式D4 x 20000夾緊缸:D = ,d=54.8mm 按照減,0.7,(3. 14 父 3. 5 父 0. 9 父 *1 0. 6 %壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑系列取得 D=100mm d=63mm液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積 A = -(D2 -d2 )= %4 x (1002 632)保 44證最小穩(wěn)定速度的

17、最小有效面積 Amin = = = 0. 83cm ,顯然有效面積 ./min60A > Amin ,故可以滿足最小穩(wěn)定速度的要求。3 .液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚有液壓缸的強度條件來計算。由公式6D>21 -ETl - 1.3Py1000. 4 3. 51. 25 彳=1.75 1110 -1.3 3. 5 1.25故即可求出缸體的外徑 D - D 2： 1 1002 1.75 = 103.5mm,根據(jù)無縫鋼管標準選取D=120mm4 .液壓缸工作行程的確定根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定， 并參照表2-6中的系列尺寸可選 得進給液壓缸工作行程H=500m m5 .缸

18、蓋厚度的確定選取無孔的平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求用下面公式進行近似計算R3 5 1_ 25.t _ 0.433D2 ;得 t _ 0.433 100、一 = 8. 64m做取 t=35mm1 1 I11106.最小導向長度的確定對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求H之L+D故可得夾 202緊缸最小導向長度H . 500100 = 75mm202活塞寬度B一般由公式B = (0. 6 1.0D得進給缸活塞寬度B = 0. 8 100 = 80mm當液壓缸內(nèi)徑D>80mmf,活塞桿滑動支撐面的長度l = (0. 6 - 1.0 d ,故 l = 0. 8 父 63 = 50.

19、 4mm3 .缸體長度的確定一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的 20-30倍，即缸體長度L < 100 25 = 2500mm艮據(jù)該液壓系統(tǒng)最大行程并考慮活塞的寬度選取 L=590mm4 .活塞桿穩(wěn)定性的驗算由于該進給液壓缸支撐長度 Lb = 500 ：二13 d = 13 63 = 819mm 故不 需考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性和進行驗算。五.液壓系統(tǒng)驗算已知該液壓系統(tǒng)中進、回油管的內(nèi)徑均為 12mm各段管道的長度分別為： AB=0.3m AD=1.7m AC=1.7m DE=2m選用L-HL32液壓油，考慮到有的最低溫 度為15c時該液壓油的運動黏度v = 150cst = 1. 5cm2

20、/ s ,油的密度9 9 920kg / m3。1 .壓力損失的驗算(1)工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為 0.12m/min,進給時的最大流量為0.942L/min ,則液壓油在管內(nèi)流速 的為q 40. 942103.1 = = 5cm/ min = 833cm/ min = 13. 9cm/s二，23. 14 1. 2一 d4, 一 一，1d13 9 1 2管道流動雷諾系數(shù)Re為加二三二不一二11Re<2300,可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)為:75Re175=6. 82l 1 12二 P1 -1 二 1d 2Pa = 0. 1104Pa, 2d隹

21、2:V6. 951. 2二 5. 551. 57575Re2-1. 355. 55進油管道BC的沿程壓力損失1為八1. 70. 39200. 1392=0.681. 210-2查得換向閥的壓力損失，Pi = 0.05 106Pa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，剛進油路總壓力損失Pi 為 AP1 = AP1 -1 + AP1 -2 =(0. 1 X 104 + 0. 05 X 106Pa) % 0. 05 黑 106 Pa工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積 的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則、1=6. 9

22、5cm / s回油管道的沿程壓力損失&P2-1為:P2 _1c 廣 920=13. 5 0.69526Pa = 0. 5 10 Pa查產(chǎn)品得知換向閥34EF30-E10B的壓力損失出 _2 = 0. 025 x 106Pa,換向閥 34EW30-E10B勺壓力損失為 P22 _3 = 0. 025 x 106Pa ,調(diào)速閥 AQF3-E10B勺壓力損失為 &P2 _4 = 0. 5 M 106Pa。回油路總壓力損失為AP2為P2-：P2 ,1 P2=0. 50. 0250. 0250. 5106Pa = 1.02Pa(3)變量泵出口處的壓力Pa為PP =F / 7cmA2.P2

23、 .P1Ai23000/ 0. 9540. 05 10， 一 478. 54 10 一020.05 106 I= 3.65 106Pa(4)快進時的壓力損失快進時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口 C之間的管路AC中,流量為液壓泵出口流量的兩倍即為 46L/min ,AC段管路的沿程壓力損失 W為P1 _1P,112同樣可求得管道P1 -2 : 0. 28_ 3446103. 14=0.1d751.22 60cm / s = 678. 5cm/ s678. 51. 21.575=542. 8Re1138542. 80. 1381. 7X1. 210/900 6.7852 Pa =0.41 106PaAB段及AD段的沿程壓力損失P1 _2 和 &P1 -3 為0. 3x1. 210/92 03. 392 -Pa 二0. 029 106PaP